РПЗ

СОДЕРЖАНИЕ

1. Задание на курсовой проект ……..……………………………………………........

2. Описание конструкции привода………………………………………………......

3. Кинематический и силовой расчеты привода. Выбор двигателя………………...

4. Проектировочный и проверочный расчеты конической передачи.…………….

5. Проектировочный расчет валов. Эскизная компоновка валов………………….

6. Определение основных элементов корпуса и крышки корпуса редуктора.........

7. Выбор стандартных элементов редуктора…………….………………………….

8. Расчет цепной передачи………………………………………….………………...

9. Проверочный расчет подшипников тихоходного вала редуктора……………...

10. Проверочный расчет тихоходного вала на циклическую прочность…………..

11. Выбор и расчет шпонок…………………………………………………………...

12. Выбор и расчет муфты……………………………………………………….........

13. Выбор сорта и количества смазки………………………………………………..

Список литературы………………………………………………………………......................

Приложения: спецификации эскизная компоновка редуктора на миллиметровке

1. Задание на курсовой проект

2 Описание конструкции привода

2.1 Целью данного курсового проекта является расчет и проектирование привода ленточного конвейера. Схема приведена на рисунке 1. Кинематическая схема привода включает в себя: электродвигатель на лапах, муфту компенсирующею, редуктор конический, клиноременную передачу, барабан.

Привод рассчитан на передачу 10,7 кВт мощности, коэффициент полезного действия 0,89 %. Следовательно, в приводе имеет место потеря мощности всего 11 %. Действительное передаточное число привода 4,0. Срок службы привода 13 лет.

2.2 В данном приводе используется стандартный асинхронный двигатель с короткозамкнутым ротором, в закрытом исполнении, типа АИР112М4УХ1, изготовленный в соответствии с ТУ16-525.564-84. Характеристики электродвигателя: номинальная установленная мощность Рэл = 5,5 кВт; асинхронная частота вращения при номинальной мощности nдв = 1432 мин-1. Двигатель исполнения IM1081 – на лапах, с одним выходным концом, может работать на открытом воздухе при температурах -30…+40°С. Диаметр и длина посадочной части выходного конца вала двигателя соответственно равны 32 мм и 80 мм. Двигатель крепится к раме четырьмя болтами М10. 2.3 Крутящий момент от электродвигателя к коническому редуктору передается посредством клиноременной передачи, передаточное число которой составляет u'кп = 4. В зависимости от передаваемой мощности выбираем кордшнуровый ремень 2 класса с сечением А. Ремень изготовлен из резины для умеренного климата и имеет размеры сечения, приведенные на рис 3.2. Скорость ремня 13,5 м/сек. Чистота пробегов ремня в сек=1,87с1.количество ремней-2шт.стандартная расчетная длина D=2240мм. Действительное межосевое расстояние 1495 мм. Величина регулировки межосевого расстояния для надевании нового ремня ровна 42,16мм, а для выбора вытяжки ремня ровна 56 мм

2.4 Редуктор конический имеет передаточное число uред = 4. Состоит из корпуса и крышки, соединенных болтами. Коэффициент полезного действия закрытой конической передачи составляет 0,96 %. Материал колеса – сталь 40ХН, шестерни – сталь 45, термообработка – закалка ТВЧ. Крутящий момент на колесе ТЗ = 350,79 Н·м при частоте вращения 132,59 мин-1. Число зубьев шестерни 34, колеса − 135. Конусное расстояние 138,6 мм. Тихоходный вал редуктора устанавливается на роликовые конические однорядные подшипники повышенной грузоподъемности средней серии № 7308 по ГОСТ 27365-87. Долговечность конической передачи составляет 47829,6 часов. В редуктор заливается масло марки И-Г-А-46 ГОСТ 20799-88. Регулировка уровня и слив масла осуществляется через регулировочное и сливное отверстие через 2000-3000 наработки соответственно.

2.5 Барабан расположен на валу привода, который соединяется с тихоходным валом редуктора с помощью клиноременной передачи.

2.6 Рама выполнена из стального горячекатаного швеллера № 14 по ГОСТ 8240-89. Рама крепится к полу фундаментными болтами. В целях соблюдения техники безопасности предусмотрено ограждение для муфты, которое крепится к раме болтами.

После сборки и обкатки, привод ленточного конвейера красят. Вращающиеся детали, в частности муфту и барабан – в красный цвет, а все остальные детали и узлы в зеленый цвет.

2.7 Спроектированный привод при относительно небольших габаритных размерах и большой передаваемой мощности, удобстве технического обслуживания и эксплуатации, обеспечивает надежную и продуктивную работу в течение всего заданного срока службы.

4. Проектировочный и проверочный расчеты конической зубчатой передачи

4.1 Выбор материала и расчет допускаемых напряжений материала зубчатых колес.

4.1.1 Материал зубчатых колес Сталь 40ХН, термообработка – закалка ТВЧ до твердости НRС48…53 (НRСср50,5).

Время работы передачи – 13 лет при коэффициенте суточного использования Ксут = 0,6 и годового использования Кгод = 0,7.

Время работы передачи:Lh = LГ ∙ 365 ∙ КГ ∙ 24 ∙ Кс, час

Lh = 13∙365∙0,7∙24∙0,6 = 47960,64 час4.1.2 Число циклов перемены напряжений для колеса:

N2 = 60 ∙n2 ∙Lh = 60 ∙132,59∙47960,64=381546075,5для шестерни:

N1 = N2 ∙ up = 381546075,5∙4=15261843024.1.3 Базовое число циклов перемены напряжений при расчете по

контактным напряжениямNHO = HB3

ср = 487,53 = 115857421,88 =116 ·106

где НRСср50,5 = НВср487,5

4.1.4 Коэффициенты долговечности при расчете по контактным напряжениямТак как

N1 > NHO, то КHL1 =1N2 > NHO, то КHL2 =1

4.1.5 Базовое контактное напряжение[σ]HO = 14 НRСср + 170 = 14 ∙50,5 + 170 = 877 МПа

4.1.6 Допускаемое контактное напряжение [σ]H = КHL ∙[σ]HO = 1 ∙877 = 877 МПа

4.1.7 Базовое число циклов перемены напряжений при изгибеNFO = 4 ∙106

4.1.8 Коэффициенты долговечности при расчете по изгибуТак как

N1 > NFO, то КFL1 =1N2 > NFO, то КFL2 =1

4.1.9 Допускаемое напряжение при изгибе[σ]F = [σ]FO ∙ КFL = 310 ∙1 = 310 МПа

4.2 Диаметр внешней делительной окружности колес

где θН = 0,85 – коэффициент для прямозубых колес; КНβ – коэффициент концентрации нагрузки; КНβ = 1 + 2ψd/S ≤ 2,0 КНβ = 1 + 2·0,6/2 = 1,6 ≤ 2,0 S = 2 – индекс схемы, при консольном расположении шестерни относительно опор; Ψd – коэффициент ширины, определяется

T2 – вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н·м; u – передаточное число редуктора; [σ]H – допускаемое контактное напряжение, H/мм2.

4.3 Углы делительных конусов, конусное расстояние и ширина колес.4.3.1 Углы делительных конусов колеса и шестерниδ2 = arctg u = arctg 4 = 76°sin δ2 = cos δ1 = sin 76° = 0,97δ1 = 90° – δ2 = 90° – 76° = 14°

Точность вычислений до четвертого знака после запятой.4.3.2 Конусное расстояние

4.3.3 Ширина колес

4.4 Модуль передачи

Примем модуль те = 2 мм.где θF = 0,85 – для прямозубых колес; KFβ = 1,0 – для прямозубых прирабатывающихся колес; [σ]F – допускаемое изгибное напряжение, Н/мм2; Т2 – вращающий момент на колесе (тихоходном валу редуктора), Н·м.Точность вычислений до четвертого знака после запятой.

4.5 Числа зубьев колеса4.5.1 Число зубьев колеса

4.5.2 Число зубьев шестерни

После вычислений числа зубьев округляют в ближайшую сторону до целого числа.Принимаем z1 = 34; z2 = 135.

4.6 Фактическое передаточное число

Отклонение от заданного передаточного числа не должно быть больше 4%, т.е.

4.7 Размеры колес (точность вычислений до четвертого знака после запятой)4.7.1 Углы делительных конусов колеса и шестерниδ2 = arctg uср = arctg 3,971 = 75,8653°cos δ2 = sin δ1 = sin 14° = 0,2442 δ1 = 90° – δ2 = 90° – 75,8653° = 14,1347°cos δ1 = cos 16° = 0,96124.7.2 Делительные диаметры колес:de1 = me · z1 = 2 · 34 = 68 ммde2 = me · z2 = 2 · 135 = 270 мм4.7.3 Коэффициенты смещенияхе1 = 2,6 · u0,14 ·z1

-0.67 = 0 ммхе2 = – хе1 = 0 мм4.7.4 Внешние диаметры колесdae1 = de1 + 2(1+ хе1)·me ·cos δ1 = 68 + 2(1+0)·2·0,9697 = 71,88 ммdae2 = de2 + 2(1+ хе2)·me ·cos δ2 = 270 + 2(1+0)·2·0,2442 = 270,98 мм4.7.5 Диаметры впадин зубьевdfe1 = de1 – 2(1,2+ хе1)·me ·cos δ1 = 68 – 2(1,2 – 0)·2· 0,9697 = 63,34 ммdae2 = de2 – 2(1,2+ хе2)·me ·cos δ2 = 270-2(1,2+0)·2·0,2442 = 268,83 мм

4.8 Пригодность заготовок колесДля конической шестерни и колеса вычисляют размеры заготовок:Дзаг = de1 + 2me + 6 мм = 68 + 2·2 + 6 = 78 ммSзаг = 8 · me = 8 · 2= 16 ммУсловия пригодности заготовок колесДзаг ≤ Дпред = 125 мм Sзаг ≤ Sпред =80 ммДпред = 125 мм и Sпред =80 мм определяются по табл. в зависимости от

материала колес и термообработки.

4.9 Силы в зацеплении.

Рисунок 4.1. Силы в зацеплении

4.9.1 Окружная сила на среднем диаметре колеса

где dm2 =0,857de2 =0,857·270 =231,39 – средний делительный диаметр колеса.4.9.2 Осевая сила на шестернеFa1 = Ft·tg α· sin δ1 =3031,7·0,364·0,2442 = 269,5 H; tg α = tg 20° = 0,364.4.9.3 Радиальная сила на шестерне:Fr1 = Ft· tg α· cos δ1 =3031,7·0,364·0,9697 = 1070,1 H

4.10 Проверка зубьев колес по напряжениям изгибаНапряжения изгиба в зубьях колеса

Напряжения изгиба в зубьях шестерниσF1 = σF2 ·УF1/УF2 ≤ 1,1[σ]F Н/мм2

σF1 = 194,5 · 3,75/3,59 = 203,17 ≤ 341Н/мм2

Расчетное напряжение изгиба должно быть σF ≤ 1,1[σ]F = 1,1 · 310 ≤ 341

где УF2, УF1 – коэффициенты формы зубьев принимают по таблице по эквивалентным числам зубьев:

θF = 0,85; КFβ = 1,0;КFV = 1,25 при НВ > 350.4.11 Проверка зубьев по контактным напряжениям

Расчетное контактное напряжение

θН = 0,85 – для прямозубых колес.

Расчетное напряжение должно быть меньше или равно 1,03[σ]Н

σН ≤ 1,03[σ]Н = 1,03·877 ≤ 903,31При несоблюдении этого условия изменяют диаметр колеса de2.

5 Проектировочный расчет валов. Эскизная компоновка валов

5.1 Расчет быстроходного вала

5.1.1 Диаметр стакана Dc должен быть больше dea1 = 82 мм (не менее 2 мм). Этот диаметр необходимо брать из стандартного ряда размеров: 60, 63, 67, 71, 75, 80, 85, 90, 95, 100, 105, 110, 120, 130, 140, 150 мм. Принимаем Dc = 108 мм.

5.1.2 Размер b определяется в зависимости от размера а b ≈ 2,5 ∙ а = 2,5∙31,2 = 78 мм,

где а – расстояние от середины длины зуба до точки приложения реакций в подшипниках; b – расстояние между точками приложения реакций в подшипниках.

5.1.3 Винты для крышки по ГОСТ 11738-84. Их диаметры: 6, 8, 10, 12, 16, 20. Длина винтов: 16, 20, 25, 30, 35, 40, 45, 50, 55, 60, 65, 70, 75, 80, 90, 100.

5.1.4 Шайбы пружинные по ГОСТ 6402-70.

5.1.5 Подшипники роликовые конические однорядные средней серии по ГОСТ 27365-87.

5.1.6 Принимаем dБ = 30 мм.

5.1.7 Размеры l1 = 80 мм, l2 = 58 мм, d3 = М20×1,5 берем по ГОСТ 12081-72 для удлиненных концов валов.

5.1.8 Размеры шпонки b×h по ГОСТ 12081-72. Принимаем шпонку 5×5×28.

5.1.9 Круглая гайка по ГОСТ 11871-88. Стопорная шайба по ГОСТ 11872-89.

5.1.10 Размеры крышки берем по наружному диаметру подшипника. При этом увеличиваем диаметр фланца и диаметр размещения винтов на две толщины стенки стакана. Принимаем δстакана = 12 мм.

5.2 Расчет тихоходного вала

5.2.1 S ≈ b1 ≈ 2,5∙me + 2 мм = 2,5 ∙ 2 + 2 мм = 7 мм

5.2.2 d0 = dT + (1…5мм) = 40 + (1…5 мм) = 41…46 мм Принимаем d0 = 42 ммd0 принимается из стандартного ряда размеров: 20, 21, 22, 24, 25, 26, 28, 30, 32, 35, 36, 38, 40, 42, 45, 48, 50, 53, 56, 60, 63, 67, 70, 71, 75, 80, 85, 90, 95, 100 мм.

5.2.3

Диаметр должен оканчиваться на 0 или 5 мм. Принимаем dT = 40 мм.

5.2.4 Размеры l1 =110 мм, l2 = 82 мм, d3 = М24×2 принимаем по ГОСТ 12081-72 для удлиненных концов вала.

5.2.5 Размер Принимаем а = 10,4 мм.где L – габариты передачиL = 1,5∙daе2 = 1,5∙270 = 405 мм Принимаем L = 405 мм.

5.2.6

Принимаем dв = 10 мм.

5.2.7 lст = (1,2…1,5)∙d0 = (1,2…1,5)∙42 = 50,4…63 мм Принимаем lст = 59 мм.dст ≈ 1,55d0 = 1,55·42 = 65,1 мм

5.2.8 С ≥ 0,25b ≥ 0,25·39,5 = 9,875мм

5.2.9 Толщина стенки редуктора

Принимаем δ = 6 мм.

5.2.9 lГ = 2,35dв + δ = 2,35∙10 + 6 = 30,9 мм.l = (2…2,2)δ = (2…2,2)∙6 = 12…13,2 мм. Принимаем l = 12 мм.

6.Определение основных элементов корпуса и крышки корпуса редуктора

Для редукторов толщину стенки, отвечающую требованиям технологии литья, необходимой прочности и жесткости корпуса, вычисляют по формуле

принимаем δ = 6 мм.где ТТ – вращающий момент на выходном (тихоходном) валу, Н·м.

Конструктивное оформление внутреннего контура редуктора. a = 10 мм – зазор крышки люка. Толщина стенки крышки корпуса δ1 ≈ 0,9δ = 0,9 · 6≈6 ≥ 6 мм, где δ −

толщина стенки корпуса. Принимаем δ1 = 6 мм.Затем оформляем крышку вертикальными стенками. Для уменьшения массы

крышки боковые стенки выполняем наклонными. Расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса b0 ≥ 3a = 3∙10,4 = 31,2 мм.

Для соединения корпуса и крышки по всему контуру плоскости разъема редуктора выполняют специальные фланцы (рис. 6.1). На коротких боковых сторонах фланцы располагают внутрь от стенки корпуса. Размеры конструктивных элементов:

f = (0,4…0,5)δ1 = (0,4…0,5)·6 = 2,4…3 мм;b = 1,5δ = 1,5 ·6 = 9 мм;b1 = 1,5δ1 = 1,5 · 6 = 9 мм;l = (2…2,2)δ = (2…2,2)·6 = 12…13,2 мм.

Рисунок 6.1

Фиксирование крышки относительно корпуса. Крышку фиксируют относительно корпуса штифтами (рис. 6.2). Штифты

предотвращают взаимное смещение корпусных деталей при растачивании отверстий, обеспечивают точное расположение их при повторных сборках. Диаметр штифтов

dшт = (0,7…0,8)d = (0,7…0,8)∙10 = 7…8 мм Принимаем dшт = 8 мм,где d = 10 мм – диаметр крепежного винта.

Рисунок 6.2

Конструктивное оформление опорной части корпуса. Диаметр винта крепления редуктора к плите (раме): dф ≈ 1,25d = 1,25·10 ≈ 12, где d = 10 мм – диаметр винта крепления крышки и корпуса редуктора (рис. 6.3).

Места крепления корпуса к плите или раме располагают на возможно большем (но в пределах габарита корпуса) расстоянии друг от друга и оформляют в виде ниш, расположенных по углам корпуса (рис. 6.3). Высоту ниши принимаем при креплении болтами h0 = 2,5(dф + δ) =2,5(12 + 7) = 47,5 мм.

Рисунок 6.3

Оформление прочих конструктивных элементов корпусных деталей. Для подъема и транспортирования крышки корпуса и редуктора в сборе

применяют проушины, отливая их заодно с крышкой (рис. 6.4). Проушина выполнена в виде ребра с отверстием.

Люк в верхней части крышки редуктора используют не только для залива масла, но и для контроля правильности зацепления и для внешнего осмотра зубчатых колес, подшипников. Размеры его принимаем по возможности большими, форму – прямоугольной.

Рисунок 6.4

Люк закрывают крышкой (рис.6.5). Под крышкой располагают уплотняющую прокладку из технической резины марки МБС толщиной 3 мм. Крышки крепят винтами диаметром d ≈ δ1 = 6 мм.

Рисунок 6.5

7 Выбор стандартных элементов редуктора

7.1 Выбор подшипниковПо диаметрам валов d выбираем роликовые конические однорядные

подшипники повышенной грузоподъемности средней серии по ГОСТ 27365-87 № 7308А.

Рисунок 7.1 – Подшипники роликовые конические однорядные повышенной грузоподъемности

α = 12…16° (ГОСТ 27365-87)

Параметры подшипников сведены в таблицу 7.1.

Таблица 7.1

№ подшипника

Размеры, мм Грузоподъем-ность, кН

Расчетные параметры

d D Tнаиб B с r r1 Сr C0r e Y Y0

7308А 40 90 25,5 23 20 2,5 0,8 80,9 56,0 0,35 1,7 0,9

7.2 Выбор крышек подшипников По наружному диаметру подшипника выбираем стандартную торцовую

глухую крышку 21-90 по ГОСТ 18511-73 и торцовую сквозную крышку 11-90×40 по ГОСТ 18512-73. В таблице приведены размер диаметра d2 под винт и число n винтов крепления крышки к корпусу в зависимости от D – для глухой и сквозной крышки.

Параметры глухой и сквозной крышек сведены в таблицу 7.2.

Таблица 7.2 – Параметры глухой и сквозной крышек для D = 90 мм.D D1 D2 D3 D5 Dвала d2 d1 b n Н1=

Нh h1 b1 l h2 S

90 110 130 80 60 40 9 15 4 6 18 6 12 11 3 3 6

Рисунок 7.2.а − Крышки торцовые Рисунок 7.2.б − Крышки торцовые глухие (ГОСТ 18511-73) сквозные (ГОСТ 18512-73)

7.3 Выбор манжетВыбор манжет производим по диаметру вала d по ГОСТ 8752-79.

Устанавливаем стандартные резиновые армированные манжеты типа 1 для тихоходного вала диаметром d = 40 мм с наружным диаметром D1 = 60 мм из резины 3-й группы «Манжета 1-40×60-3 ГОСТ 8752-79», а для быстроходного вала диаметром d = 30 мм с наружным диаметром D1 = 52 мм устанавливаем «Манжета 1-30×52-3 ГОСТ 8752-79».

.Рисунок 7.3 – Манжеты резиновые армированные для валов

(ГОСТ 8752-79)

Параметры манжет (мм) сведены в таблицу 7.3.

Таблица 7.3Диаметр

вала, dD1 h1

30 52 10

40 60 10

7.4 Выбор пробокДля замены масла в корпусе предусматривают сливное отверстие,

закрываемое пробкой с конической резьбой.

Рисунок 7.4 – Пробка с конической резьбой

Размеры пробки (мм) в таблице 7.4.Таблица 7.4 – Размеры пробки с конической резьбой

Обозначение резьбы

d D L b

К1/2" 21,2 21,54 13,5 8,1

7.5 Выбор винтовВинтами крепятся сквозная и глухая крышки к корпусу редуктора. Диаметр

винта d определяем по диаметру d2 в крышке под винт. Устанавливаем винты М8-6g×25.58, М8-6g×20.58 по ГОСТ 11738-84.

Диаметр винта d2 крепления крышки редуктора к корпусу принимаем в зависимости от вращающего момента Т (Н∙м) на выходном валу редуктора. Принимаем винт с диаметром dв = 10 мм: М10-6g×80.58 по ГОСТ 11738-84.

Остальные размеры винтов сведены в таблицу 7.5.1.

Рисунок 7.5.а − Винты с цилиндрической головкой с шестигранным углублением «под ключ» класса точности А

(ГОСТ 11738-84) Таблица 7.5.1

d D k l b8 13 8 25 258 13 8 20 2010 16 10 80 32

Крышку люка редуктора крепят винты ГОСТ 1491-80. Диаметр винта d≈δ1 – толщина стенки крышки корпуса. Устанавливаем винт М6-6g×25.58 по ГОСТ 1491-80. Параметры винта указаны в таблице 7.5.2.

Рисунок 7.5.б − Винты с цилиндрической головкойклассов точности А и В (ГОСТ 1491-80)

Таблица 7.5.2d D k l b6 10 3,9 25 18

7.6 Выбор шайбДля винтов выбираем шайбы 8 65Г и 10 65Г по ГОСТ 6402-70 и шайбу

36.08кп.05 для гайки по ГОСТ 11872-89.

Рисунок 7.6.а – Шайбы пружинные, тип Н – нормальные(ГОСТ 6402-70)

Таблица 7.6.1Номинальный диаметр

резьбы винтаd s = b

8 8,2 2,010 10,2 2,5

Таблица 7.6.2Резьба, d × P

d1 D D1 l b h s

M36×1,5 36,5 58 45 33 5,8 8 1,6

7.7 Выбор гаекГайки выбираются в зависимости от диаметра d резьбы, на которую они

насаживаются. Диаметр резьбы быстроходного вала d = 20×1,5 мм, d = 24×2 мм − для тихоходного вала редуктора.

Выбираем гайки М20×1,5−6Н.5, М24×2−6Н.5 по ГОСТ 5916-70 и гайку М36×1,5−6Н.05 по ГОСТ 11871-88.

Размеры гаек (мм) сведены в таблицы 7.7.1 и 7.7.2.

Рисунок 7.7.а – Гайки шестигранные класса точности ВГОСТ 5916-70

Таблица 7.7.1Резьба d 20×1,5 24×2

S 30 36m 16 19m1 10 12e 33,0 39,6

Рисунок 7.7.б – Гайки круглые шлицевые класса точности А(ГОСТ 11871-88)

Таблица 7.7.2Резьба,

d×PD D1 H b h c≤

M36×1,5 55 42 10 8 3 1

7.8 Выбор штифтовУстанавливаем штифт 8×45 ГОСТ 9464-79.Размеры штифта (мм) в таблице 7.8.

Рисунок 7.8 – Штифты конические с внутренней резьбой, исполнение 2,класс точности В (ГОСТ 9464-79)

Таблица 7.8

d 8

d1 М5

l1 8

l 45

8. Расчет клиноременной передачи

8.1 Исходные данные:

P1 = 5,34 кВт - мощность на ведущем (малом) шкиве; n1 = 1432 мин1 - частота вращения ведущего шкива;uкл

’ = 2.7 — требуемое передаточное число передачи; передача работает в районе умеренного климата от минус 30 до плюс 40° С;ведущий шкив установлен консольно на валу электродвигателя АИР 112 М4 (Рном = 5,5 кВт; nэл = 1432 мин'; Кmах = Тmах/Тном =2,2), имеющего диаметр и длину выходного цилиндрического конца вала соответственно 32 и 80 мм;ведомый шкив установлен консольно на быстроходном валу редуктора, имеющего наибольший диаметр и длину конусной части конца вала соответственно 30 и 58 мм; передача горизонтальная, схема ее приведена на рисунке 3.1;

дГш

Рисунок 3.1 — Схема клиноременной передачи

режим работы передачи легкий — в две смены конвейера; возможна кратковременная перегрузка в период пуска до 120% от номинальной;расчет ведем по методике, изложенной в работе [1], приведенной в списке литературы, помещенном в конце примера.

8.2В зависимости от передаваемой ведущим шкивом мощности (P1 = 5,34 кВт; n1 = 1432 мин ) выбираем клиновой ремень нормального сечения А [1, табл. 35], у которого размеры поперечного сечения (рисунок 3.2):

Рисунок 3.2 - Сечение ремняWp - 11 мм -расчетная ширина по нейтральному слою; W = 13 мм -ширина наибольшего основания; Т = 8 мм - высота; а = 40 ± 1° -угол профиля.

Ремень устанавливается в приводах машин для передачи мощности от 2 до 10 кВт.

8.3 Для выбранного сечения ремня минимально допустимый диаметр малого шкива d1miri= 90 мм [1, табл. 35].

8.4Требуемый диаметр малого шкива из условия тяговой способности ремняd1=(1100...1300)3P1/n1=(1100... 1300)35,34/1432 = 170... 202 мм.

8.5Максимально возможный диаметр малого шкива из условия допускаемой скорости ремня

где [ир] = 25 м/с - допускаемая скорость ремня для сечения А [1, с. 90].

8.6 Если принять диаметр малого шкива равным d1mim=90 мм, то размеры передачи по длине будут минимальными, но при этом количество ремней в комплекте будет максимальным.

Если принять диаметр малого шкива равным d]max= 330 мм, то размеры передачи по длине будут максимальными. При этом количество ремней в комплекте будет минимальным.

Принимаем стандартный диаметр малого шкива из условия тяговой способности ремня (только в примере) равным. d1=180 мм [1, с. 85].

8.7Скорость ремня

8.8Требуемый диаметр ведомого (большого) шкива

d2 d1u'кп= 180 *2,7= 486 мм.

Ближайший диаметр из стандартного ряда [1, с. 90] 475 мм. 8.9Рекомендуемое межцентровое расстояние [1, с. 90]

0,7(d1+d2)<apeK<2(d]+ d2 ).

Подставляя значения диаметров, получим

0,7(180+475)< арек <2(180+475),или 458,5мм <арек <1310мм.Предварительно принимаем а '= 600 мм.

8.10 Угол обхвата ремнем малого шкива

Действительный угол обхвата значительно превосходит допускаемый, который для клиновых ремней равен [а]=90°[1, с. 71]. 8.11 Требуемая расчетная длина ремня по центру тяжестисечения (по нейтральному слою)

L'p=2a'+0,5П(dl + d2)+(d2 - d,)2/(4a') =

= 2*600 + 0,5*3,14(180 + 475) + ( 475-180)2/(4*600) = 2264 мм.

Принимаем ближайшую рекомендуемую стандартную длину ремня Lр= 2240 мм [3, с. 85].

8.12 Действительное межцентровое расстояние

8.13 Величина регулировки межцентрового расстояния:для выбора удлинения ремня а1 = S1Lp = 0,025 * 2240 = 56 мм;для установки новых ремней

a = S2Lp+2Wp=0,009*2240+2*11 = 42.16 мм.Здесь S1 и S2 -коэффициенты, рекомендуемые для ремней классов прочности I и II [1, табл. 44].

8.14 Мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, по результатам стендовых испытаний (ремни классов прочности О, I,II; длина ремня Lp=1700 мм; передаточное число икп=2,7; диаметр малого шкива d1=180 мм; частота вращения n1=1400 мин ; нагрузка постоянная; испытание в одну смену) равна Ро=3,6 кВт [1, табл. 38].

8.15 Корректирующие коэффициенты, учитывающие реальные условия работы ремней и их количество в комплекте.

8.15.1 Коэффициент Ср динамичности нагружения и продолжительности работы ремней в сутки: для легкого режима работы ленточного конвейера в две смены, когда в приводе установлен электродвигатель переменного тока и когда возможна перегрузка ремней до 120% от номинального нагружения, коэффициент Ср=1,1 [1, табл. 32].

8.15.2 Коэффициент Са, учитывающий угол обхвата ремнем малого шкива, при 1=154°составляет Са~0,96[1, табл. 41].

8.15.3 Коэффциент CL, учитывающий длину ремня Lp, равен CL = 1,04 [1, табл. 42]. 8.15.4 Коэффициент Сz, учитывающий неравномерность распределения нагрузки

по ремням в комплекте. Учитывая, что передаваемая мощность ремнями 5,34 кВт, а допускаемая мощность, передаваемая одним ремнем в стандартной передаче [Р0]=3.23 кВт, то предполагаем, что в приводе будет два ремня. Тогда Сz 0,8 [1, табл. 43].

8.16 Требуемое количество ремней в передаче

8.17 Окончательно принимаем два шнуровых клиновых ремня сечения А, класса прочности II, одной длины Lр~2240 мм и одной группы точности 5, исполнения для умеренного климата. Условное обозначение ремня для заказа

«Ремень А - II - 2240 - 5 ГОСТ 1284.1-89».Колебание длины новых ремней в комплекте для 5-й группы допускается от + 20

до + 28 мм.[1, табл. 36]. 8.18 Требуемое предварительное натяжение одной ветви ремня

где mp0,82 кг/м - погонная масса ремня [1, табл. 35]. 8.19 Давление вновь установленных ремней на шкивы

Ful =2,5zF0 = 2,5 *2 *343 = 1715Н,которое считаем направленным по линии, соединяющей центры шкивов (см. рис. 3.1).

8.20 Усилие от предварительного натяжения ремня F0 приэксплуатации передачи может быть оценено по стреле прогибаf, возникающей под действием контрольной нагрузки FK, прикладываемой по середине длины ветви ремня.

8.20.1 Схема к определению F0 no стреле прогиба ремня приведена на рисунке 3.3

Рисунок 3.3 - Схема к определению первоначального натяжения ремня F0

8.20.Угол между ветвями ремня

r=2arcsin[(d2 - d1)/(2a) = 2arcsin[(475 - 180)/(2*1495] 11°

8.20.3 Длина измеряемого участка ремня

L = a cos(0,5) = 1495 cos(0,5*11) 1438мм.

8.20.4 Рекомендуемая стрела прогиба ремня при измерениях

fpeK = 1,56l/100 = 1,56*1488/100 = 23,2мм.

8.20.5 Требуемое давление на ремень при измерениях:для вновь устанавливаемых ремней

F = (CF0+Co)/16 = (1,3*343+5)16 =28,2 Н;

для проработавших ремней

FK" = (F0+C0)/16 = (343+5)/16 =21,8 Н,

где С — 1,2... 1,4 - коэффициент, учитываюгций жесткость новых ремней [1, с. 93];

С0 = 5 - коэффициент, учитывающий жесткость ремней различных сечений [1, табл. 45].

8.21 Ресурс ремней

Тр = ТсрК1К2 =2500*2,5*1 = 6250 часов,где Тср = 2500 ч - средний ресурс работы II класса прочности ремней,

работающих в среднем режиме нагружения при умеренной температуре [1,

табл. 46];

K1= 2,5 - коэффициент для легкого режима работы [1, с. 94];

К2 = 1 - температурный коэффициент для умеренного климата [1, с. 95].

8.22 Определение размеров элементов шкивов

8.22.1 Шкивы выполняем литыми из серого чугуна СЧ20 ГОСТ 1412-

85. Конструктивное исполнение шкивов по ГОСТ 20889-88 тип 4 [1, рис. 42] с

диском и ступицей, выступающей с одного торца обода шкива. Отверстия в

ступицах: цилиндрическое — у ведущего и коническое - у ведомого шкивов.

Передача крутящих моментов между валами и шкивами осуществляется

призматическими шпонками по ГОСТ 23360-78. Осевая фиксация шкивов на

валах осуществляется установочным винтом с цилиндрическим концом по

ГОСТ 1478-93 — у ведущего и низкой шестигранной гайкой ГОСТ 5916-70 - у

ведомого шкивов. Самооткручивание гайки предотвращается стопорной

шайбой ГОСТ 13465-77. Конструктивное исполнение шкивов и их

установка на валах приведены на рисунке 3.4.

а - ведущий шкив б - ведомый шкивРисунок 3.4 - Конструкция шкивов и их установка на валах

8.22.2 Размеры элементов обода шкивов (рисунок 3.5) принимаются по таблице

[1, с. 86]:

ширина канавок на расчетном диаметре Wp=ll мм;глубина канавки над расчетной шириной b=3,3 мм;глубина канавки под расчетной шириной h=8,7 мм;угол профиля канавок ак1=аК2=38°; расстояние между осями канавок е=15 мм;расстояние между осью канавки и ближайшим торцом шкива f=10 мм; ширина канавки на наружном диаметре

b1 = WP+2b tg (aK/2) = 11+2*3,3 tg (38°/2) = 13,27 мм;ширина обода шкивов

В = 2f + (z-l)e = 2- 10+ (2- 1)15 = 35 мм;расчетные диаметры шкивов dt - 180 мм ud2 = 360 мм; наружные диаметры

шкивов:da1=d1 + 2b = 180 + 2* 3,3 = 186,6мм;

da2 = d2 + 2b = 475 +2*3,3 = 481,6 мм;

внутренние диаметры канавок шкивов:df1 =d1-2h = 180-2*8,7 = 162,6 мм;

df2 = d2-2 h = 475-2* 8,7 = 457,6мм;

радиусы закругления кромок канавок г =1 мм;

толщина обода = 1,3 h = 1,3 • 8,7 =11 мм;

толщина дисков С 1,3 = 1,3' • 11 15 мм;

диаметры ступиц: dcст1 = 1,65 dв1 =1,65*32= 53мм;

dCm2 = 1,65 de2 = 1,65*30= 49,5 мм;длина ступиц шкивов:ведущего - принимаем. lcm1 = Lв1 — 80 мм, ведомого — принимаем lcm2 = Lв2 + (2...5) =85 мм;поперечные размеры призматических шпонок для обоих шкивов оказались

одинаковыми и равны b х h = 10 х 8 мм;формовочные уклоны и литейные радиусы соответственно 3 и 5 мм max.8.23 Технические требования на изготовление шкивов по

ГОСТ 20889-88 [1, с. 116-119].8.24 Допуски размеров, формы и расположения поверхностей отдельных

элементов сведены в таблицу 3.1.Таблица 3.1 - Допуски размеров, формы и расположения поверхностей

элементов шкивов

определяемый параметр Шкивведущий ведомый

диаметр отверстий в ступицах Н7 Н8допуск отверстия в ступице ведущего шкива

0,25

допуск цилиндричности отверстия в ступице ведущего шкива

0,012

предельное отклонение угла конусного отверстия допускаемое отклонение расчетных диаметров

h11

допуск радиального биения диаметров относительно базовой оси посадочного отверстия

9-ая степень точности по ГОСТ 26643-81

допуск цилиндричности диаметров относительно базовой оси посадочного отверстия

8-я степень точности по ГОСТ 26643-81

допуск биения конусной поверхности канавок на расчетных диаметров относительно базовой оси посадочного отверстия

0,27 1

допуск торцевого биения обода и ступицы относительно базовой оси посадочного отверстия

10-я степень точности по ГОСТ 26643-81

предельные отклонения: размеро канавок: e, f угол канавок

-0,3

допуск на ширину шпоночных пазов 0,036 0,03допуск паралельности боковых поверхностей шпоночных пазо относительно базовой оси посадочного отверстия

0,02 0,015

допуск симметричности оси шпоночных пазов относительно базовой оси посадочного отверстия

0,08 0,06

допустимый дисбаланс 6

9. Проверочный расчет подшипников тихоходного вала редуктора

Исходные данные:Ft = 3031,7 H − окружная сила на среднем диаметре колеса;Fr2 = 1070,1 H − радиальное усилие на тихоходном валу;Fa2 = 269,5 H − осевое усилие на колесе;TT = 350,75 H·м − вращающий момент на тихоходном валу редуктора;dк = 42 мм − диаметр тихоходного вала под колесом; dm2 = 231,39 мм − диаметр делительной окружности колеса.подшипник № 7308А;d = 40 мм − внутренний диаметр в подшипнике;D = 90 мм − внешний диаметр в подшипнике;Т = 25,5 мм − монтажная ширина;Сr = 80,9 кН − динамическая грузоподъемность подшипника;е = 0,35− коэффициент внешнего осевого нагружения;У = 1,7 − коэффициент осевой нагрузки. nтих = 132,59 мин-1 – частота вращения на тихоходном валу редуктора.

9.1 Определяем расстояние а между торцом подшипника и точкой приложения реакции на подшипник

9.2 Измеряем размеры b1 и b2

b1 ≠ b2 − для конического редуктораb1 = 84,5 мм; b2 = 40 мм.

9.3 Изобразим расчетную схему вала в горизонтальной плоскости. Определяем реакции в опорах подшипников – в точках А и Сх: ΣМА = 0:

ΣМС = 0:

Проверка реакции: ΣFy = 0х: 907,83 + 269,5 – 1177,33 = 0

9.4 Строим эпюру изгибающих моментов .

9.5 Рассмотрим схему нагрузок вала вертикальной плоскости. Определяем реакции в точках А и Су: ΣМА = 0:

ΣМС = 0:

Проверка реакции: ΣFy = 0y: -3031,7 + 2057,66 + 974,04 = 0

9.6 Построение эпюры .

9.7 Суммарные значения реакции в точках А и С

9.8 Определение осевых составляющих от радиальных реакций FA и FС

SA = 0,83∙е∙FA = 0,83·0,35∙1331,5 = 386,8 Н;SС = 0,83∙е∙FС = 0,83·0,35∙2370,7 = 688,69 Н.

9.9 Расчетные осевые нагрузки F1A и F2A на каждом из подшипников или нагружающие подшипники.Если SA < SС 386,8 < 688,69 Fa2 > SС − SA 1070,1> 688,69 – 386,8 = 301,89то F1A = Sa = 386,8 F2A = Sa +Fa2 = 386,8 +1070,1 = 1456,9

9.10 Расчет подшипников на динамическую грузоподъемность:

Находим отношение и

Для опоры А(1):

Если то Х = 1, У = 0 – табличное значение.

Для опоры С(2):

Если то Х = 0.4, У = 1,7

9.11 Вычисляем эквивалентные динамические нагрузки на подшипникиРЕ1 = (х∙FA +Y∙F1A)∙кТ∙кБ =(1∙1331,5 + 0∙368,8)∙1∙1,2 = 1597,8 кНРЕ2 = (х∙Fс +Y∙F2A)∙кТ∙кБ = (0,4∙2370,7 + 1,7∙1456,9)∙1∙1,2 = 4110,01 кН где кТ =1 − температурный коэффициент при Т ≤ 100° С; кБ = 1,2 − коэффициент безопасности.По величинам РЕ1 и РЕ2 делаем вывод о наиболее нагруженной опоре.

9.12 Определение долговечности подшипника для наиболее нагруженной опоры:

Lh ≥ Lh редуктора

где Сr – базовая радиальная динамическая грузоподъемность подшипника, Н; n – частота вращения на тихоходном валу редуктора, мин-1; 0,65 – коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации.

Рисунок 9.1 – Эпюра моментов, действующих на тихоходный вал10 Проверочный расчет тихоходного вала

на циклическую прочность

10.1 Механические характеристики материалаВыбираем материал вала − сталь 45.σт = 650 Н/мм2 – предел текучести;σв = 900 Н/мм2 – предел прочности;σ-1 = 410 Н/мм2 – предел текучести по нормальному направлению;τт = 390 Н/мм2;τ-1 = 230 Н/мм2 – предел выносливости по касательным направлениям;ψτ = 0,10 − коэффициент чувствительности материала вала к асимметрии напряжения вала

10.2 Приведенные изгибающие моменты в сечении валаНа рисунок 9.1 наносятся все внешние силы, нагружающие вал.

Определяются реакции в опорах в горизонтальной и вертикальной плоскостях, в этих же плоскостях строим эпюры изгибающих моментов , крутящего момента Т.

Из двух значений Мизг(В) и Мизг(С) выбираем большее значение. Это сечение вала будет опасное. Дальнейший расчет вала ведем по опасному сечению (т.В – сечение под колесом, т.С – сечение вала под подшипником).Опасное сечение под правым подшипником:

Мп =75229,98 Н∙мКонцентратором является посадка с натягом.

10.3 Определяем максимальное напряжение изгиба в опасном сечении

10.4 Наибольшее касательное напряжение вала в опасном сечении

10.5 Обобщенные коэффициенты, учитывающие влияние концентрации напряжений в опасном сечении, размеры поперечного сечения, шероховатость и вид упрочнения поверхности вала

КσД и КτД – коэффициенты снижения предела выносливости

и − и коэффициенты, учитывающие концентрацию напряжений и

размеры поперечного сечения в опасном сечении вала;Kσ=2,2 и Kτ=2,05 для шпоночного паза на валу;Кdσ=0,73 и Kdτ=0,73 коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения.

Из двух значений отношений для напряженной посадки и шпоночного паза нужно выбрать большее значение для дальнейшего расчетаКFσ = 0,86 и КFτ = 0,92 – коэффициенты влияния качества поверхности (шероховатости)Ra = ( 0.8 …1.6 ) мкмКv = 1 – коэффициент без упрочнения поверхности вала

10.6 Действительные запасы прочности вала по нормальным и касательным напряжениям

σа – амплитудное напряжение цикла

σm − среднее напряжение цикла

σ-1 и τ-1 – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения

10.7 Приведенный запас прочности вала

Как видно из расчетов вал имеет резерв циклической прочности

11. Выбор и расчет шпонок

11.1 Исходные данныеКрутящие моменты, диаметры валов, где устанавливаются шпонки,

приведены в таблице 11.1.Таблица 11.1 − Технические характеристики шпонокВал привода Т, Н·м d, (dср),

ммb,

ммh,

ммlст,мм

l,мм

Тихоходный вал редуктора

350,75 42 12 9 5035,9 10 8 56

Быстроходный вал редуктора

91,34 27,1 5 5 28

11.2 Выбор шпонокШпонки принимаем призматические со скругленными торцами. Материал

шпонок принимаем сталь 45.Поперечные размеры шпонок b × h выбираем в зависимости от диаметра

вала для конических участков валов по ГОСТ 12081-72. Выбранные размеры приведены в таблице 11.1.

Длина ступицы приведена в таблице 11.1.

Рабочие длины шпонок определены из условия прочности на смятие:

где Т – вращающий момент, Н·м; d – диаметр вала, мм (для конического участка d = dср); (h-t1) – высота грани шпонки в ступице, работающая на смятие, мм; h – высота шпонки; t1 – глубина врезания шпонки в паз вала; [σ]см – допустимое напряжение на смятие для боковых граней шпонки ступицы, равное 150 МПа (Н/мм2) для стальной ступицы.

Длина шпонок:- быстроходный вал редуктора на выходе:

Принимаем lp = 23 мм

l = lp + b = 23 + 5 = 28 мм Принимаем шпонку 5×5×28 ГОСТ 23360-78

- тихоходный вал редуктора под колесом:



- тихоходный вал редуктора на выходе:



Рисунок 11.1 Шпоночное соединение

Стандартную длину шпонок принимаем по ГОСТ 23360-78 (таблица 11.1).Шпонки на валу устанавливаются по посадке Р9/h9, в ступице Js9/h9.Параллельность и смещение оси шпоночных пазов относительно оси вала

принимаем равным //0,5 Тшп = 2 Тшп,где Тшп – допуск на ширину шпоночного паза.

13. Выбор сорта и количества смазки

Сорт масла принимаем в зависимости от окружной скорости колес и контактных напряжений в зацеплении. В разработанном редукторе окружная скорость колес не более 5 м/с, а максимальные контактные напряжения между зубьями σН = 795,7 МПа.

Для таких значений окружной скорости и контактных напряжений рекомендуется масло, кинематическая вязкость которого составляет 50 мм2/с.

Такой вязкости соответствует масло И-Г-А-46 ГОСТ 20799-88.Количество заливаемого масла выбирается в зависимости от допустимого

погружения колес в масляную ванну. В конических редукторах в масляную ванну должно быть погружено коническое колесо на всю ширину b венца.

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса составляет b0 ≥ 3а = = 3·10 = 30 мм. Следовательно высота масляного слоя должна быть не менее hmin = 30 + 4 = 34 и не более hmax = 30 + 40 = 70. Так как длина и ширина внутреннего пространства редуктора составляет соответственно l = 380 мм и b = 180 мм, то объем заливаемого масла должен быть не менее:

Vmin = l·b·h − 2·( lн ·bн ·hн) = 380·180·34 − 2·45000 = 2,24 ли не более:

Vmax = l·b·h − 2·( lн ·bн ·hн) = 380·180·70 − 2·45000 = 4,7 лгде lн bн hн - соответственно длина, ширина и высота ниши.

Рекомендуемое количество смазки:Vрек (0,35...0,7)Рэл = (0,35...0,7)∙5,5 = 1,93…3,85 л

Окончательно принимаем для смазывания масло И-Г-А-46 ГОСТ 20799-88 в объеме 2,8 л.

Список литературы

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т. Т. 2. − 5-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1980. – 559 с., ил.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. учреждений среднего профессионального образования. - 5-е издание, дополн. – М.: Машиностроение, 2004. - 560 с., ил.

3. Л.А. Шабалин, Ю.Ю. Халтурина. Передачи гибкой связью в приводах лесных машин: учеб. пособие. Екатеринбург: Урал. гос. лесотехн. ун-т, 2007. с. 214.

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ

Уральский государственный лесотехнический университет

Кафедра деталей машин

Курсовой проект

Привод ленточного конвейера

Пояснительная запискаД 17-00.00.00 ПЗ

Студент гр. ЛИФ-35 Коренцов В.С. Руководитель проекта Зырянова А.Б.

Екатеринбург 2009

РПЗ

Documents

Transcript of РПЗ